книги из ГПНТБ / Попков, В. И. Виброакустическая диагностика и снижение виброактивности судовых механизмов

кольцо подшипникового Щита (см. рис. 73) следует изготовлять массивным. С увеличением массы кольца т,.л граничная частота реализации дополнительного виброизолирующего эффекта двухкаскадного соединения упругих элементов понижается. Виброизолирующий эффект однонаправленных колебаний щита с двумя каскадами упругих элементов определяется по формуле

где

S 2— жесткость второго каскада упругих элементов.

Когда сопротивление фундамента значительно больше сопро­ тивления амортизации

Для увеличения эффекта виброизоляции на фиксированных частотах (в том числе и на первых гармониках частоты вращения ротора) на промежуточном кольце размещают антивибраторы.

Способы расчета и возможные конструкции антивибраторов на подшипниковых щитах рассмотрены в § 25. О снижении вибрации при использовании специальных подшипниковых щитов можно судить по приведенным на рис. 73 результатам испытаний различ­ ных щитов. На рис. 73,6 представлены частотные характеристики перепадов вибрации на щитах с Т-образными элементами и обычном щите. Эксперимент производился на полунатурной модели корпуса механизма. Возбуждение вибрации осуществлялось в центре под­ шипниковых щитов вертикальным усилием (радиальным) с помощью вибратора. Величина силы поддерживалась постоянной во всем диапазоне частот. Для сопоставления эффекта уменьшения вибрации щитами различной конструкции статические жесткости всех моделей щитов в направлении, перпендикулярном оси ротора, были обеспе­ чены равными. Величина этой жесткости в 5 раз превышала жест­ кость амортизации. Перепады определялись для однонаправленных колебаний от точки действия силы до корпуса модели механизма. Сравнение виброизолирующих свойств различных щитов произво­ дилось по величинам колебательных мощностей, излучаемых в амор­ тизаторы в виде вертикальной вибрации.

171

Щиты с упругими элементами могут обеспечить перепад вибра­ ции на высоких частотах до 40 дБ. Их виброизолирующий эффект превышает эффект обычных щитов более чем на 15 дБ.

Недостаток щитов со стержневыми виброизолирующимн эле­ ментами — иегерметичность. Поэтому их применение ограничено классами механизмов, к которым не предъявляют жестких требо­ ваний по герметичности. При необходимости герметичность можно обеспечить с помощью податливых уплотнений (например, рези­ новых). Эти уплотнения увеличивают коэффициент потерь щита.

Учитывая, что виброизолирующие свойства податливых кон­ струкций проявляются интенсивнее при большей разнице их соб­ ственных механических сопротивлений и сопротивлений узлов, на которые они замыкаются, целесообразно фланцевое соединение подшипниковых щитов с цилиндрической частью корпуса изготовлять в виде массивного кольца.

Уменьшение вибрации, возбуждаемой в центральной части кор­ пуса.: При силовом воздействии на корпус не только через подшип­ ники (например, вибрация электромагнитного происхождения) при­ меняют средства снижения вибрации на путях их распространения по корпусу. К таким средствам относится упругое крепление магнит­ ного железа к корпусам электрических машин, направляющего аппарата к корпусам насосов и др. Упругое крепление осуществляют с помощью резиновых прокладок, металлических элементов из плетеной и жатой проволоки или специальных упругих металли­ ческих конструкций. Естественно, чем меньше жесткость упругого крепления, тем больше виброизолирующий эффект. Минималь­ ное значение жесткости этих креплений прежде всего зависит от допустимых статических перемещений между упругосоединяемыми рабочими узлами машины. Статическая и динамическая деформации упругих креплений под действием сил тяжести или инерции (на­ пример, магнитного железа или направляющего аппарата) не должна превышать допустимого перемещения статора относительно ротора. На рис. 74 приведен спектр вибрации преобразователя с упругой подвеской статора [23, 75]. Видно, что подвеска позволила сни­ зить уровни вибрации на частотах выше 600 Гц. В районе 150 и 400 Гц вибрация возросла из-за резонансных колебаний подвески. Для исключения этого отрицательного эффекта необходимо экспери­ ментально отстроить собственные частоты железа статора на упру­ гих элементах от частот возмущающих сил.

Следует, однако, отметить, что значительного эффекта за счет упругой подвески к корпусу механизма достичь не удается ввиду сложности выполнения упругих элементов крепления с механическим сопротивлением, значительно меньшим, чем сопротивление корпуса, без нарушения требований по взаимному расположению рабочих узлов механизма. Иногда для увеличения эффекта следует в местах крепления таких элементов утолщать корпус, т. е. увеличивать его инерционное сопротивление. Это позволяет сдвинуть частотную характеристику виброизоляции несколько вправо — в сторону уве­ личения частоты.

172

Другим способом снижения вибрации центральной части корпуса является изготовление цилиндрической оболочки с поперечными массивными и жесткими ребрами—кольцами.

Рис. 74. Спектр вибрации преобразователя с упругой подвеской железа статора (1), жестким креплением железа статора (2).

В. Т. Ляпунов показал, что при отношении толщины колец

к толщине корпуса ■!— = 2-ьЗ перепад вибрации на них составляет

/1К

примерно 20 дБ в области частот выше 2000 Гц (рис. 75). Кольцевые

Рис. 75. Виброизоляциоииая эффективность кольцевого ребра на оболочке.

ребра следует располагать между участками крепления к корпусу железа статора (или направляющего лопаточного аппарата) и лапами механизма.

Расчетная и экспериментальная оценка эффективности мероприя­ тий* В процессе проектирования корпусов механизмов с повышен­ ными виброизолирующими и вибропоглощающими свойствами воз­ никает необходимость в расчетной оценке эффективности тех или иных вариантов. Корпуса судовых механизмов представляют собой

173

сложные колебательные системы. Составить единые уравнения коле­ баний таких систем под действием различных сил, например соеди­ нения подшипникового щита с цилиндрической оболочкой и затем с опорным фланцем, затруднительно. Поэтому прежде всего опре­ деляют и обосновывают систему сил, действующих на конструкции корпуса механизма. На дискретных частотах кроме направления, точки приложения и величины сил указывают также углы сдвига фаз между ними. В частотной области, где вибрации имеют шумовой характер, т. е. сплошной спектр, силы на расстоянии, большем половины размера корпуса, могут рассматриваться некоррелиро­ ванными. Затем составляют модель корпуса машины как соедине­ ние отдельных элементов. Для каждого элемента необходимо выявить характер и место силового возбуждения и особенности крепления, т. е. граничные условия. Определив с учетом этих факторов механи­ ческие сопротивления отдельных элементов, вычисляют вибропро­ водимость корпуса в целом, рассматривая его как соединение уже исследованных элементов.

Возможен расчет вибропроводнмости корпусов и по результатам исследования характеристик отдельных элементов. Для этого соста­ вляют уравнения связи между силами, действующими на корпус, и колебательной скоростью в местах установки амортизаторов через коэффициенты механических сопротивлений и податливостей отдель­ ных элементов, находящихся в идеализированных условиях, на­ пример, свободном или защемленном состоянии. Допустим, на корпус электродвигателя в районе первого и второго подшипников при­ ложены силы xQr (со) и 2Qr (со). В месте соединения подшипниковых

щитов с цилиндрическим участком корпуса действуют силы Qu (со)

иQ/2 (со).

Тогда

подшипниковых щитов и цилиндрического участка корпуса в сво­ бодном состоянии.

В свою очередь для цилиндрического участка корпуса составим систему уравнений вида

Я" (СО) + Е S я ) И 4 - И М/*Дк (СО) =

кi

между силами Q? (со) и скоростями ql (со). Зная эти соотношения,

174

из системы уравнений вида (5.24) вычисляем переходную податли­ вость (вибропроводимость) конструкций корпуса, которая оцени­ вает связь между уровнями вибраций корпуса в районе установки амортизаторов и силами, действующими на корпус в районе под­ шипниковых щитов. Индексы п и k в уравнениях (5.24)—(5.25)

стком корпуса. Довольно сложно при составлении уравнений (5.24)— (5.25) для реальных конструкций определить размеры и число

точечных участков на контурах контакта щитов с цилиндрическим элементом корпуса, а также систему приложенных в этих точках сил, полностью характеризующую взаимодействие между элемен­ тами корпуса.

Трудно решить совместно уравнения (5.24) и (5.25) при интеграль­ ном учете силового взаимодействия на контуре подшипникового

щита и цилиндрической части корпуса (j)Q/ (со). Эти уравнения

приемлемы также для определения переходных податливостей дру­ гих вариантов конструкций и сочленений элементов корпуса. На­ пример, на рис. 76 изображена схема блочного агрегата, состоящего из двух механизмов на общей раме. Для этого случая в уравнениях (5.24) и (5.25) под Q'/ (со) следует понимать силы взаимодействия

между корпусами механизмов и рамой агрегата. Если силы дей­ ствуют не через подшипники, а непосредственно на цилиндриче­ скую часть корпуса, переходная податливость корпуса определяется из системы уравнений

175

где <7v (со) — вибрация в этих точках контакта;

р, h — индексы точек контакта цилиндрической части корпуса

сподшипниковым щитом.

Впринципе этот способ позволяет производить расчеты вибро­ проводимости любых сложных конструкций корпусов механизмов. Однако они носят несколько формальный характер, затрудняющий процесс анализа физических явлений.

ААетоды расчетной оценки виброизолирующих свойств конструк­ ций корпуса позволяют апробировать основные пути и принципы проектирования. Но в силу ограниченной точности расчетов окон­ чательный выбор нового конструктивного решения производят по результатам экспериментальной оценки. Экспериментальную про­ верку эффективности выбранных конструктивных решений про­ изводят несколькими способами. Основной из них— определение виброактивности работающего механизма новой конструкции на штатной амортизации и ее сравнение с виброактнвностью механизма прототипа. Внброактивность, как уже упоминалось, правильнее оценивать по величине излучаемой колебательной мощности. В зави­ симости от требуемой полноты оценки можно ограничиться измере­ нием энергии, излучаемой при возбуждении вибрации одного на­ правления (например, вертикального), либо определять энергию, излучаемую при возбуждении нескольких составляющих. Прибли­ женное изменение виброизолирующего эффекта ALBH (со) рассчи­ тывают по формуле

М т (со) = AL„ (со) + ДПа (со),

где ALM(со) ■— изменение уровней вибрации механизма;

ДПа (со) — изменение перепада вибрации на амортизации. Перепад вибрации на амортизации зависит от системы действую­

щих на амортизацию сил, а также от соотношения механических сопротивлений амортизаторов и фундамента. На частотах выше 100—200 Гц систему действующих на амортизацию сил в первом приближении можно рассматривать неизменной при различной конструкции корпуса. Поэтому при сравнительных испытаниях модернизированного механизма на однотипной штатной аморти­ зации (ДПа = const) ААви (®) оценивают по соотношению уровней вибрации до и после модернизации механизма

ДАви (w) ^ ALm(ш)-

Так как производить корректировку принятых конструктивных решений после изготовления и запуска механизма затруднительно, целесообразно использовать дополнительные методы, позволяющие производить экспериментальную оценку эффективности еще на ста­ дии постройки корпуса. Сравнение вибропроводимости корпусов различной конструкции в период создания только корпуса меха­ низма производят по изменению действующей податливости Мд (со) и уИд ср (со) и по изменению потока колебательной энергии в штат­ ные амортизаторы при действии на различных участках корпуса единичных сил.

176

L,i

70

60

50

40

30

2°.

Рис. 77. Спектрограммы вибрации насоса.

/ __ ш т а т н ы й ф л а н е ц ; 2 — ф л а н е ц с у п р у г и м и э л е м е н т а м и ( э к с п е р и м е н т ) ; 3 — ф л а н е ц с у п р у г и м и э л е м е н т а м и ( п р о г н о з ) .

На рис. 77 приведены спектрограммы вибрации насоса с виброизолирующими элементами в опорном узле. Частотная характери­ стика вибрации (кривая 1) прогнозировалась по результатам измере­ ния Мд только корпуса механизма до и после встраивания упругих виброизолирующнх элементов. Из рисунка видно, что по данным измерения Мд достаточно точно определяется эффект снижения вибропроводимости конструкций корпуса механизма. Оценку эффек­ тивности вибропоглощающих покрытий на конструкциях механизма экспериментально проще производить, измерив коэффициент потерь. Однако применительно к сложным механическим конструкциям по коэффициенту потерь зачастую не удается получить однознач­ ную информацию о влиянии вибропоглощающнх материалов на рассеяние энергии ввиду многообразия типов возбуждаемых упру­ гих волн.

Виброизолирующпе опорные конструк­ ции механизмов позволяют осуществлять виброизоляцию всех дей­ ствующих внутри механизма динамических сил. Снижение вибрации в районе рамных и опорных конструкций достигается тремя спо­ собами: внбродемпфированием— с помощью резиновых, резино­ металлических, полимерных материалов и конструкций; изготовле­ нием специальных рам и коробчатых опор с виброизолирующим сечением, а также лап различной конфигурации; встраиванием в рамные и опорные конструкции массивных и упругих элементов.

Упругие элементы в принципе можно рассматривать как кон­ структивную виброизоляцию (амортизацию), встроенную в опоры и рамы механизмов.

Вибродемпфирование поверхностей сложной конфигурации удобно производить мастичными вибропоглощающими материалами, нано­ симыми путем намазывания и набрызгиваиия, а также битумными заполнителями.

На основе высокополимеров разработаны вибропоглощающие мастики «Антивибрит-1» и «Антивибрит-2» [14]. Мастики легко наносятся послойно на корпус механизма или раму, обладают стой­ костью к маслам и бензину («Антивибрит-2» также и к воде), характе­ ризуются хорошей адгезией к металлу и надежно предохраняют металлические конструкции от коррозии. Мастику «Антивибрит» наносят слоем, примерно в 1,5—2 раза большим толщины пластины.

Для использования битумных заполнителей изготовляют полые двухстенные корпуса, рамы, коробчатые опоры. На рис. 78 пред­ ставлена усредненная эффективность вибродемпфирования опорных и рамных конструкций этими средствами. Эффективность опреде­ лялась по соотношению потоков колебательной мощности в штат­ ную амортизацию до и после нанесения покрытия на конструкции рам и корпусов.

178

Широко применяемые в настоящее время рамы и опоры таврового сечения нерациональны с точки зрения обеспечения лучшего вибро­ изолирующего эффекта. По высоте сечения рама должна иметь чере­ дующиеся массивные и упругие элементы. Одно из возможных сечений виброизолирующих рам представлено на рис. 79. Верхняя, средняя и нижняя опорные пластины изготовляют массивными

f j u

Рис. 78. Усредненный эффект снижения вибрации рамных и опорных конструкции с помощью мастики «Антивибрнт» (/) и битумных заполни­ телей (2 ).

и жесткими толщиной от 2 до 4 см в зависимости от типа механизма. Горизонтальные опорные пластины соединены упругими конструк­ циями. Изгибная жесткость рамы с профилем, показанным на ри­ сунке, в статике и на самых низких частотах велика из-за значи­ тельной толщины п отстояния друг от друга горизонтальных опор­ ных пластин. Поэтому на гармониках частоты вращения без затруд­

Значительными виброизолирующими свойствами обладают рамы, изготовленные в виде трубчатых ферм. Такие рамы не уступают по прочностным характеристикам сварным из листов и швеллеров

ипозволяют эффективно использовать вибропоглощающие вязкие

исыпучие (пески) наполнители.

На рис. 80 приведена частотная характеристика эффекта умень­ шения уровней вибрации дизель-компрессора за счет его монтажа на трубчатой раме. В качестве наполнителя в раме использовали

a l .3B

Рис. 80. Снижение вибрации дизель-компрессора за счет применения трубчатой рамы.

fj4

f,i<rn

Рис. 81. Плоская слоистая виброизолирующая решетка.

а — схема решетки

/— стержни; 2 — массы;

б — перепад вибрации на решетчатой опоре

1 — эксперимент; 2 — расчет.

180